Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án
Cơ sở thiết kế
máy
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


1



MỤC LỤC

Trang

LỜI NÓI ĐẦU 2
ĐỀ TÀI 3
CHƯƠNG I : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN BỐ TỶ SỐ TRUYỀN 5
1.1. Chọn động cơ 5
1.2 . Phân phối tỷ số truyền 6
1.3. Xác định các thông số và lực tác dụng 6
CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 8
2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng ) 8

2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ ) 13
2.3. Thiết kế bộ truyền xích 20
CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 28
3.1. Chọn vật liệu 28
3.2. Thiết kế trục I 28
3.3. Thiết kế trục II 32
3.4. Thiết kế trục III 35
3.5. Chọn then và ổ lăn 67
CHƯƠNG IV : CHỌN THÂN HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 69
4.1. Chọn thân hộp 69
4.2. Các chi tiết phụ 69
CHƯƠNG V : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 73
5.1. Dung sai ổ lăn 73
5.2. Lắp ghép bánh răng lên trục 73
5.3. Lắp ghép nắp, ổ và thân hộp 73
5.4. Lắp ghép vòng chắn dầu lên trục 73
5.5. Lắp chốt định vị 73
5.6. Lắp ghép then 73
5.8. Bảng chi tiết dung sai của hệ hệ thống 73
TÀI LIỆU THAM KHẢO 75
NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN……………………………….76

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


2







LỜI NÓI ĐẦU

hiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.
Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế
tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng
nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.
Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong
tương lai. Đồ án môn học chi tiết máy trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh
viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt
hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học
này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng

sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.
Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, em luôn được sự hướng dẫn tận
tình của thầy giáo ThS. Lê Trọng Tấn và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí. Em xin chân
thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án môn học này.

Nguyễn Văn An
















GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An

3

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

ĐỀ TÀI
Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Băng Tải


1
3
2
5
4
t1
t2
T2
T 1
t
T


Hệ thống dẫn động băng tải bao gồm :
1 - Động cơ điện 3 pha
2 - Nối trục đàn hồi
3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh
4 - Bộ truyền xích ống con lăn
5 - Băng tải
Số liệu thiết kế :

- Công suất trên trục băng tải, P = 4.5 (kW)
- Số vòng quay trên trục tang dẫn, n = 45 (vg/ph)
- Thời gian phục vụ, L = 5 (năm)
- Quay 1 chiều ,làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 ca làm việc 8 giờ)
- Chế độ tải : T
1
= T , T
2
= 0,9 T , t
1
= 24 giây, t
2
= 45 giây
Thực hiện :
Sinh viên thiết kế : Nguyễn Văn An
Lớp

: Đ4 CNCK
Giáo viên hướng dẫn

: Phạm Hải Trình







GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy

SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


4


Chương 1 : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ TỶ SỐ TRUYỀN

1.1 Chọn động cơ :
1.1.1 Công suất cần thiết :

t
ct
ht
P
P=
η

Trong đó :
− P
t
= 4.5 KW : Công suất trên trục băng tải.
−
43
htkolbrx

η = η .η .η .η
:Hiệu suất của hệ thống truyền động.
§
= 0.99
k
η :Hiệu suất truyền động của khớp nối.
§
= 0,99
ol
η :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn.
§
= 0,96
br
η :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng.
§
= 0,93
x
η :Hiệu suất truyền động của xích.
42
ht
η =0.99.0,99.0,96.0,93=0,815

Vậy
ct
4,5
P==5.52
0,815
KW

1.1.2 Số vòng quay đồng bộ của động cơ :

Số vòng quay của trục công tác trong một phút (băng tải)

N
ct
= 55 (vg/ph)
n
sb
= n
lv
.u
t

Với U
t
tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động
U
t
=U
br.
U
X

Tra bảng 2.4 được U
br
=18 ;U
x
=3
V: vận tốc băng tải
D : đường kính băng tải

n
ct
=n
lv
n
sb
=55.18.3=2970 (vg)

1.1.3 Chọn động cơ :
Theo bảng P1.3 [p1.3,(1)]
Kiểu động cơ Công suất
KW
Vận tốc
quay v/ph
η
%

ax
M
dn
T
T

K
dn
T
T

4A100L2Y3 5.5 2880 87,5 2,2 2,0

1.1.4 Kiểm tra động cơ đã chọn :
a. Kiểm tra điều kiện mở máy : khi mở máy mômen tải không được vượt quá mômen
khởi động của động cơ nếu không động cơ sẽ không chạy.
Thật vậy :

mmK
dn
TT
TT
<
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


5

Trong đó T
mm
= T
qt
=1,8 T

K
dn

T
2,0
T
= (Bảng động cơ đã chọn)



b. Kiểm tra điều kiện làm việc :Mômen quá tải lớn nhất của động cơ không vượt qua
mômen cho phép của động cơ.
Nghĩa là :

Maxqtdcdc
TT
≤ ;
dcht
T=
η .2,2.T

Mômen cua động cơ :

dc
dc
9550.P
9550.5.5
T=18.75
n2880
== Nm

0,815.2,2.18.7533.63
dc

T⇒== Nm

Mômen quá tải lớn nhất của động cơ :

t
Maxqtdcqtcanqt
dcht
9550.P
9550.4.5
T=K.T=K.=1,8.=32.95
n.η 2880.0,815
Nm
Vậy :
Maxqtdcdc
TT
≤

1.2 Phân phối tỷ số truyền :
Tỷ số truyền chung: u
c
= n
đc
/n
ct
= 2880/55 = 52.36
Chọn u
ng
=3
⇒
u

h
=52.36/3=17.45
Ta có: u
h
=u
1
.u
2
.
Trong đó: u
1
là tỷ số truyền cấp nhanh, u
2
là tỷ số truyền cấp chậm
u
1
=5.5
⇒
u
2
=3.22

⇒
u
x
=3
1.3 Xác định các thông số và lực tác dụng :
1.3.1 Tính toán tốc độ quay của trục :

1.3.1.Số vòng quay:

n
đc
=2922(vòng/phút)
Số vòng quay trên trục I n
1
=2880(vòng/phut)
Số vòng quay trên trục II
1
2
1
2880
523.63
5.5
n
n
u
===
(vg/ph)
Số vòng quay trên trục III
2
3
2
523.63
162.62
3,22
n
n
u
===
(vg/ph)

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


6


Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3.
P
ct
= 5,5 kW ;
ct
3
olxich
P
5.5
P5.97
ηη 0,99.0,93
===
kW ;
3
2
olbr
P 5.97

P6.28
ηη 0,99.0,96
===
kW;
2
1
olbr
P 6.28
P6.61
ηη 0,99.0,96
===
kW;
Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc:
*
I
dc
olkhop
P 6.61
P6.71
ηη 0,995.0,99
===

Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công
suất định mức của động cơ.

1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác.
T
đc
= 9,55. 10
6

.
6
5.5
9,55.10.18237.85
2880
dc
dc
P
n
== N.mm.
T
I
=
66
1
1
6.61
9,55.10.9,55.10.21918.57
2880
P
n
== N.mm.
T
II


=
66
2
2

P 6.28
9,55. 10.9,55.10.114535
n523.63
==
N.mm.
T
III
= 9,55. 10
6
.
6
3
3
P
5.97
9,55.10.350593.4
n162.62
==
N.mm.
T
ct
= 9,55. 10
6
.
6
ct
ct
P
5.5
9,55.10.955000

n55
==
N.mm.
Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau:









Chương 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN
Động cơ I II III
Công tác

Trục
Th.số

T.S truyền
1 U
1
= 5.5

U
2
= 3,22 U
x
=3

P(kW) 6.71 6.61 6.28 5.97 5.5

T(N.mm) 18237.85 21918.57 114535 350593.4 955000
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


7



2.1. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bánh răng nghiêng )
a) Chọn vật liệu cho bộ truyền :
Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Spur Gear . Ta chọn tab
Calculation chọn vật liệu Carbon cast steel cho bộ truyền


Hình 2.1 : Tính chất của vật liệu
+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σ
Hlim
= 1140MPa
+ Giới hạn mỏi uốn σ
Flim
= 390 MPa

+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
b) Xác định các thông số hình học của bộ truyền :
Chọn tab Design ta sẽ chọn hướng thiết kế ( Design Guide ) là cho tỷ số truyền và
khoảng cách trục và tính ra modul và số răng ( Module and Number of Teeth ) , và nhập
các số liệu đầu vào :
– Tỷ số truyền (Desired Gear Ratio ) = 6 ul cho bộ truyền cấp nhanh
– Ta chọn khoảng cách trục thiết kế sẽ là 120,67 mm
– Góc áp lực ( Pressure Angle ) = 20 deg
– Góc nghiêng răng ( Helix Angle ) = 10 deg
– Bề rộng bánh răng ( Facewidth ) = 35 mm
Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự động tính cho ta các thông số của bộ truyền :
– Modul m =1.5mm
– Số răng trên bánh nhỏ z
1
= 22 ul
– Số răng trên bánh lớn z
2
= 135 ul
– Tổng hệ số dịch chỉnh ( Total Unit Correction ) = 0,2178 ul (Đường kính vòng cơ
sở nhỏ hơn vòng chân răng )
– Đường kính vòng cơ sở :
+ Bánh răng nhỏ d
b1
= 28742 mm
+ Bánh răng lớn d
b2
= 161273 mm
– Đường kính vòng lăn :
+ Bánh răng nhỏ d
1

= 31.177 mm
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


8

+ Bánh răng lớn d
2
= 174.937 mm

– Đường kính vòng đỉnh :
+ Bánh răng nhỏ d
a1
= 34.177 mm
+ Bánh răng lớn d
a2
= 177.823 mm
– Đường kính vòng chân răng :
+ Bánh răng nhỏ d
f1
= 27.427 mm
+ Bánh răng lớn d
f2

= 171.037 mm


Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào
tỉ số truyền của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u
1
= 5.5, nhập
góc nghiêng của răng ở mục Helic Angle β = 30
°
. Ta chuyển sang phần calculation
và nhập các thông số của bộ truyền trong phần Load: Power (công suất) trên trục I:
P
1
= 6.61 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n
1
= 2880(vg/ph), Efficiency (hiệu
suất) bộ truyền bánh răng:
br
=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ truyền trong mục
Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO), với
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An

9

bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất
tiếp xúc cho phép của bánh răng 1 và 2 là: б
H1lim
= 1140(Mpa), = (Mpa). σ
Flim
= 390
MPa (Mpa). Số giờ làm việc của hệ dẫn động L
h
= 24000(hr):



Hình 2.2 : Các thông số của hình học của bộ truyền




Hình 2.3 : Các thông số kích thước răng

– Chiều cao đầu răng a
*
= 1 ul
– Khe hở c
*
= 0,25 ul
– Cung lượn chân răng r
f
* = 0,35 ul

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết
kế. Ở đây ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu
chuẩn ISO số 1328, năm1997).



c) Tính toán tải trọng :
Chọn tab Calculation và chọn hướng tính toán ( Type of Load Calculation )
Power, Speed → Torque. Rồi nhập các thông số đầu vào :
– Công suất Trực I ( Power ) P = 6.61 kW
– Số vòng quay I ( Speed ) n = 2880 rpm
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


10

– Hiệu suất của bộ truyền η = 0,960 ul
Sau khi nhấn Calculate máy sẽ tự tính cho ta Momen xoắn cũng như công suất và số
vòn quay của trục II :

Hình 2.4 : Tải trọng của bộ truyền

Sau khi khai thác kết quả đầy đủ thì ta sẽ được :



Bảng 2.1 : Lực tác dụng lên bộ truyền


– Lực hướng tâm F
r
= 589.042N
– Lực vòng F
t
= 1406.752N
– Lực dọc trục F
a
= 812N
– Lực cắt chân răng F
n
= 1727.521N

d) . Tính kiểm nghiệm bền cho bộ truyền :

Vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn

V
ă
n An


11



– Tuổi thọ L
h
24000 hr
– Hệ số tải trọng với bộ truyền làm việc có va đập nhẹ nên ta chọn K
A
= 1,20 ul
– Hệ số nhám Z
R
= 0.95
– Hệ số kích thước Z
X
= 1
– Hệ số độ cứng làm việc Z
W
= 1
– Hệ số tải trọng chuyển đổi, với chu kỳ mỏi tuần hoàn nên ta chọn Y
A
= 1
– Hệ số sản sinh công nghệ Y
T
= 1 ( Đánh bóng bằng bi thép )

– Hệ số kích thước Y
X
= 1 ( Thép tôi bề mặt )


Sau đó nhấn Calculate thì máy sẽ tự động kiểm bền cho bộ truyền
Khai thác kết quả :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


12



Bảng 2.2 : Kết quả kiểm bền.

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă

n An


13


Trong đó :
S
H
– Hệ số an toàn ăn mòn
S
F
– Hệ số an toàn đứt răng
S
Hst
– Hệ số an toàn tĩnh tiếp xúc
S
Fst
– Hệ số an toàn tĩnh tại góc uốn
Với Check calculation cho kết quả là Positive nên ta có thể kết luận là bộ truyền thiết
kế đủ điệu kiện bền trong quá trình làm việc.
Sau khi tính toán kết thúc ta sẽ chọn ok và kết quả là ta được bộ truyền bánh răng
nghiêng như hình dưới :

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V

ă
n An


14



Hình 2.6 : Mô phỏng bộ truyền bánh răng cấp nhanh.







e). Bảng thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như
Sau :
Thông số Kí hiệu Giá trị
Tỉ số truyền i 5.5
Modul m 1.5 mm
Góc nghiêng răng β 30 deg
Góc áp lực α 20 deg
Khoảng cách trục a
w
103
Bước răng P 14,137 mm
Z
1

18
Số răng
Z
2
101
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


15

d
1
d
1
= 31.177
mm
Đường kính vòng lăn
d
2
d
2
= 174.937 mm
d

a1
d
a1
= 34.177 mm
Đường kính vòng đỉnh răng
d
a2

d
a2
= 177.823 mm
d
f1
d
f1
= 27.427 mm
Đường kính vòng chân răng
d
f2

d
f2
= 171.037 mm
P
1
6.61 kW
Công suất
P
2
6.346 kW

n
1
2882 vg/ph
Tốc độ vòng quay
n
2
513 vg/ph
T
1
21.917 N m
Momen xoắn lên trục
T
2
118 Nm
Lực vòng F
t
1406 N
Lực hướng tâm F
r
589 N
Lực dọc trục F
a
812 N

Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng


2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bánh răng trụ thẳng )
Sau khi khởi động inventor ta vào môi trường Assemble, sau đó vào Modul Design Acclerator
ta chọn Spur gears (tính toán, thiết kế bộ truyền bánh răng), ta có giao diện như sau:

Trong phần Design Guide (phần hướng dẫn thiết kế) ta chọn Modul và nhập vào tỉ số truyền
của bộ truyền vào mục Desired Gear Ratio (tỉ số truyền) u
1
= 3,22, nhập góc nghiêng của răng ở
mục Helic Angle β = 0
°
. Ta chuyển sang phần calculation và nhập các thông số của bộ truyền trong
phần Load: Power (công suất) trên trục II: P
2
= 6.28 (Kw), Speed (số vòng quay) trên trục I: n
1
=
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


16

523.63(vg/ph), Efficiency (hiệu suất) bộ truyền bánh răng: !
br
=0,96. Chọn vật liệu thiết kế bộ
truyền trong mục Material Values (vật liệu), với bánh răng nhỏ Gear 1 ta chọn là EN C50 (ISO),
với bánh lớn Gear 2 ta chọn là EN C50 (ISO). Sau khi chọn ta có thông số về ứng suất tiếp xúc cho
phép của bánh răng 1 và 2 là:

+ Giới hạn mỏi tiếp xúc σ
Hlim
= 1140MPa
+ Giới hạn mỏi uốn σ
Flim
= 390 MPa
+ Modul đàn hồi E = 20600 MPa
. Số giờ làm việc của hệ dẫn động L
h
= 24000h

Tiếp tục ta chọn Accuracy (độ chính xác) để chọn cấp chính xác và tiêu chuẩn thiết kế. Ở đây
ta chọn cấp chính xác là cấp 9, tiêu chuẩn thiết kế là ISO 1328 – 1997 (tiêu chuẩn ISO số 1328,
năm1997).
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


17


Nhấn ok.
Tiếp tục chọn vào mục Factors (thông số) để nhập các thông số khác của bộ truyền:
K

Hv
= 1.1 – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp được tính theo công thức
6.41 [1]
K
Hβ
= 1,12 – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tr theo bảng
6.7 [1]
K
Hα
= 1.09 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.
Z
ε
= 0,867 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định theo công thức 6.36c [1]
Z
R
= 0,95 – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với R
a
= 2,5….1,25(μm)
Z
v
= 0.95 – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, theo [1] được xác định theo công thức
Z
v
= 0,85v
0,1

Y
sa
= 1,02 – Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất, theo [1] được xác định
theo công thức Y

s
= 1,08 – 0,0695ln(m), với m = 2
Y
β
= 1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, theo [1] được xác định như sau Y
β
= 1-
Y
ε
= 0,573 – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, theo [1] được xác định theo công thức Y
ε
=
, với là hệ số trùng khớp ngang được xác định theo công thức 6.38a
Còn các hệ số còn lại lấy theo mặc định như sau:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


18


Nhấn ok
Sau khi hoàn thiện việc nhập các thông số cho bộ truyền ta chuyển sang tab Calculation nhấn
chọn Calculate. Sau đó chọn Check Calculation và quay lại tab Design để thực hiện các bước thiết

kế bộ truyền.Trong mục Center Distance (khoảng cách trục) ta nhập khoảng cách trục là 162 (mm),
trong mục Number of Teeth chọn số răng bánh 1 và 2 là Z
1
= 31(răng), Z
2
= 100 (răng), trong mục
Facewith (chiều rộng vành răng) ta chọn 48(mm), trong mục Unit Correction (nhập hệ số dịch
chỉnh răng) ta nhập x
1
= 0.3396, trong mục Pressure Angle (góc áp lực) ta lấy theo tiêu chuẩn α =
20
°
, các thông số còn lại giữ nguyên. Sau khi nhập xong các thông số ta chọn Calculate (tính toán)
ta tính được các giá trị sau:
Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là x
2
= 0.3396(ul), tổng hệ số dịch chỉnh của hai bánh răng (Total
Unit Correction) là 0 (ul).
Chọn Preview để xem lại các thông số tính toán của bộ truyền:
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


19

Sau đó nhấp ok ta được bộ truyền bánh răng cấp chậm – bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng như
sau:

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


20






Bảng 2.2 : Thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng
Sau khi thiết kế hoàn tất thì ta sẽ khai thác kết quả và ta sẽ có bảng tổng hợp như
Sau :
Thông số Kí hiệu Giá trị
Tỉ số truyền i 3.22
Modul m 2.4mm

Góc nghiêng răng β 0deg
Góc áp lực α 20 deg
Khoảng cách trục a
w
158
Bước răng P 14,137 mm
Z
1
31
Số răng
Z
2
101
d
1
nt
Đường kính vòng lăn
d
2
nt
Đường kính vòng đỉnh răng d
a1
nt
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă

n An


21

d
a2

nt
d
f1
nt
Đường kính vòng chân răng
d
f2

nt
P
1
6.28 kW
Công suất
P
2
6.029 kW
n
1
523.63 vg/ph
Tốc độ vòng quay
n
2

162.33 vg/ph
T
1
114.527 N m
Momen xoắn lên trục
T
2
354 Nm
Lực vòng F
t
3063 N
Lực hướng tâm F
r
1162 N
Lực dọc trục F
a
0N



2.3. Thiết kế bộ truyền xích
2.3.1. Chọn loại xích
Sau khi khởi động Modul Design Acclerator chọn Design Roller chains. Ta chọn loại
xích theo tiêu chuẩn ISO 606 : 2004 của Mỹ , với bước xích p = 25.4 mm



Hình 2.13 : tiêu chuẩn xích

2.3.2. Tính toán các thông số cớ bản của bộ truyền ( tab Design )
Với bộ truyền và tải trọng làm việc của bộ truyền có va đập nên ta sẽ chọn số dãy xích là 3



a. Xác định số răng trên đĩa nhỏ : Số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không
đều, động năng va đập càng lớn và xích càng bị mòn nhanh. Nên ta cần phải đảm bảo số
răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn z
min
(với xích con lăn thì z
min
=27-29) Ta sẽ chọn số
răng là 27. Vào tab Roller sprocket 1 và nhập vào mục teeth là 27ul và sau đó ta chọn ok,
sau khi máy tính toán ta sẽ có các thông số của đĩa xích nhỏ như hình dưới :

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


22



Hình 2.14 : Thông số hình học cử đĩa xích nhỏ.

– Số răng z
1
= 27 ul
– Đường kính vòng lăn D
p
= 273.488mm
– Đường kính vòng đỉnh răng D
a
= 290 mm
– Đường kính vòng chân răng D
f
= 254 mm
– Chiều cao đỉnh răng h
a
= 9.525mm
– Góc lượn đỉnh răng r
e
= 66 mm
– Góc lượn chân răng r
i
= 9.6nn
– Số dãy xích k = 3 ul
b. Xác định số răng trên đĩa lớn : Vào tab Roller sprocket 2 chọn hướng thiết kế
( design guide ) và chọn theo hướng xác định số răng từ tỉ số ( transmission raito )
và nhập vào mục Ratio 3 ul ( u
x
= 3), sau khi nhập thì ta sẽ xác định được số răng trên đĩa
xích lớn là 81 , và cuối cùng ta chọn ok

GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


23



Hình 2.15 : Thông số của đĩa xích lớn
– Số răng z
2
= 81 ul
– Đường kính vòng lăn D
p
= 818mm
– Đường kính vòng đỉnh răng D
a
= 837 mm
– Đường kính vòng chân răng D
f
= 799 mm
– Chiều cao đỉnh răng h
a
= 9.5mm

– Góc lượn đỉnh răng r
e
= 189 mm
– Góc lượn chân răng r
i
= 9.6mm
– Số dãy xích k = 3 ul
c. Xác định số mắt xích : ở mục Chain Options ta sẽ luôn chọn Even Only ( chỉ lấy số
chẵn ) , Với khoảng cách trục đã chọn thì máy sẽ tính cho ta số mắt xích là 136 :
GVHD ThS. Phạm Hải Trình Đồ án cơ sở thiết kế máy


SV. Nguy
ễn
V
ă
n An


24

Hình 2.16 : Thông số của dây xích thiết kế

Kết quả cuối cùng là ta sẽ có được thông số hình học của bộ truyền :